- •Выбор электродвигателя, кинематический и силовой
- •2.Выбор материалов зубчатой пары и определение
- •3.Определение параметров передачи и геометрических
- •4 . Силы в зацеплении передачи
- •5 . Проверка зубьев колеса на прочность по контактным напряжениям и напряжениям изгиба
- •6. Проектировочный расчет валов редук
- •7. Конструктивные размеры зубчатой пары
- •8 . Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
- •9. Подбор подшипников и проверка их долговечности
- •10. Подбор шпонок и проверочный расчет
- •Смазка зацепления и подшипников редукто
3.Определение параметров передачи и геометрических
РАЗМЕРОВ КОЛЕС
Формула для определения межосевого расстояния из условия контактной прочности имеет вид:
где – коэффициент межосевого расстояния, для прямозубых передач , для косозубых и шевронных ;
– передаточное число редуктора;
– вращающий момент на ведомом валу редуктора;
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца, предварительное значение принимается по рекомендациям таблицы 7;
– коэффициент ширины венца колеса по межосевому расстоянию, принимается в зависимости от вида колеса из стандартного ряда (ГОСТ2185-66):
0,10; 0,125; 0,16; 0,25; 0,315; 0,40; 0,50; 0,63; 0,80; 1,0; 1,25.
Для прямозубых передач рекомендуются значения .
Вычисленное по формуле
значение межосевого расстояния округляем до стандартного по таблице 8.
По выбранному межосевому расстоянию принимается нормальный модуль зацепления по рекомендации:
Значение модуля округляется до стандартного по таблице 8.
Далее определяем число зубьев шестерни:
О
11
пределяем число зубьев колеса:
где – передаточное число редуктора.
О
КП. 01. 2-74 06 01. 1. 12.ТМ. ПЗ
пределяем основные геометрические размеры передачи.Диаметры делительных окружностей шестерни и колеса:
для прямозубых передач
Определяем фактическое межосевое расстояние , мм:
Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:
для прямозубых передач
Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:
для прямозубых передач
Ширина венца колеса:
Ширина венца шестерни:
для прямозубых передач
КП. 01. 2-74 06 01. 1. 12.ТМ. ПЗ
12
4 . Силы в зацеплении передачи
В зацеплении цилиндрических зубчатых передач действуют усилия:
– окружная сила;
– радиальная сила;
– осевая сила.
,
г де – вращающий момент на ведомом валу редуктора, Н∙м;
=136 - делительный диаметр колеса, мм.
Для прямозубых передач:
,
где – окружная сила в зацеплении, Н;
– угол эвольвентного зацепления, .
в
КП. 01. 2-74 06 01. 1. 12.ТМ. ПЗ
13
) схема сил прямозубой и шевронной передачиЕ
КП. 01. 2-74 06 01. 1. 12.ТМ. ПЗ
13
сли вращающий момент Нм, то консольная сила определяется по формуле:
где – вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Н∙м.
Направление силы от ременной передачи принять параллельным, но противоположным радиальной силе , считая ременную передачу горизонтальной.
Консольная нагрузка от соединительной муфты возникает от неизбежной неточности изготовления и монтажа деталей соединительной муфты и вала и вращается вместе с валом. Поэтому в расчетной схеме выбираем наиболее опасное его направление, когда оно противоположно направлению окружной силы. Значение этой силы определяем по эмпирической формуле:
,
где – вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Н∙м.
Расстояние от точки приложения силы от открытой передачи до середины ближайшего подшипника определим по эмпирической формуле:
– диаметр выходного конца соответствующего вала редуктора, мм
Расстояние от точки приложения силы от муфты до середины ближайшего подшипника определим по эмпирической формуле:
,
где – диаметр выходного конца соответствующего вала редуктора, мм
КП. 01. 2-74 06 01. 1. 12.ТМ. ПЗ
14